资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共47页)
编号：125428180
类型：共享资源
大小：851.14KB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-03
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
50
积分
- 关 键 词：
-
平衡
结构设计
全套
CAD
图纸
- 资源描述：
-
喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的全都有，下载后全都有，图纸均为CAD高清图可自行编辑，有疑问咨询QQ:1064457796
- 内容简介：
-
摘 要设计说明书设计题目： 平衡吊的结构设计 摘要在工厂车间里搬运重物，往往都是采用起重机、电葫芦、工业机械手等。但对于需要频繁吊装、作业时间短的场合，如机床上下工件，装配工作吊装零部件，流水线上的定点工作等等；对于要求比较精确定位的场合，如铸造中的下芯、合箱等等，一般起重设备常不适用，工业机械手多用于生产自动线上或单一的重复操作，而且成本较高，目前，一般车间使用较少。近年来，出现的一种新型的定点起重设备“平衡吊”，适用于几十到几百千克工件的定点频繁吊运，在工业生产中起到了极其重要的作用，平衡吊的结构简单，操作灵活，吊重后除能作上下升降外， 能在水平面内作360度回转运动，只需要轻轻推拉，就可使吊物随时稳稳地停留在意欲停留的位置上，做到随遇平衡。本文阐述了平衡吊的基本原理，并对其平衡条件及杆系的平衡方法进行了分析和研究，对平衡吊的结构进行了设计计算。关键词：平衡吊；原理应用；力学分析；结构设计 IIAbstractAbstractTransports the heavy item in the factory workshop, often all is uses the hoist crane, the telpher, the industry manipulator and so on. But regarding needs the frequent hoisting, the work time short situation, like about engine bed work piece, installation work hoisting spare part, in assembly line fixed-point work and so on; Regarding the request quite pinpointing situation, like in the casting under core, gathers box and so on, the general hoisting equipments are not often suitable, the industry manipulator uses in producing from the generatrix in or the sole repetition operation, moreover the cost is high, the general workshop use are at present few. In recent years, appeared one kind of new fixed point hoisting equipment “the balance hung”, was suitable in lifts frequently several dozens to several hundred kilogram work piece fixed points, played the extremely vital role in the industrial production, the structure which the balance hung has been simple, the operation was nimble about, after the crane besides could do rises and falls, could make 360 degree gyroscopic motions in the horizontal plane, only needed gently on rollers, might cause to hang the thing steadily to pause as necessary in the position which cared for to pause, achieved the indifferent equilibrium. This article elaborated the balance hangs the basic principle, and has carried on the analysis and the research to its equilibrium condition and the pole departments balanced method, hung the structure to the balance to carry on the design calculation. Key Words：The balance hangs,Principle application,Mechanics analysis,Structural designIII目 录目录1 平衡吊的工作原理及平衡条件31.1 平衡吊的结构和工作原理31.2 平衡吊的平衡条件42 平衡吊的运动分析83 平衡吊的结构尺寸设计113.1 工作条件的确定113.2 滚道C和丝杠螺母A的位置尺寸的确定113.2.1 丝杠螺母A的上下极限位置的确定113.2.2 滚轮C的左右极限位置的确定123.3 初定各杆长度133.4 不计自重时，各杆截面尺寸的设计143.4.1 FED杆截面尺寸的设计143.4.2 ABD杆截面尺寸的设计173.4.3 EC杆和BC杆截面尺寸的设计204 杆件自重对平衡的影响及其平衡办法224.1 各杆件自重在C点处引起的失衡力的大小224.2 消除各杆自重引起的失衡措施264.3 估算各杆质量，计算配重274.3.1 各杆质量的估算274.3.2 用质量代换法计算配重285 平衡吊传动部分的设计315.1 滚珠丝杠副的选择315.2 电动机的选择375.3 减速器的选择415.4 联轴器的选择436 平衡吊回转机构的设计466.1滚动轴承的类型的选择466.2角接触球轴承和推力球轴承的型号选择476.3回转机构的结构图497 平衡吊各铰链处的设计50结 论52参考文献53谢 辞54201 平衡吊的工作原理及平衡条件1 平衡吊的工作原理及平衡条件1.1 平衡吊的结构和工作原理平衡吊的结构如图1所示，主要分为传动、杆系和回转机构三个部分。传动部分是完成起吊重物功能的机构，由电动机、减速器、联轴器等带动丝杠回转，驱使螺母升降，从而完成吊钩在垂直方向的升降运动。该部分也可由气缸、油缸代替完成起重物的功能。图 1杆系部分是一平行四连杆机构，它由ABD、DEF、BC、CE 四杆组成，在B、C、D、E处用铰链连接，其中 BCDE，BD = CE。在C点安装有滚轮，可以沿水平导轨滚动，当 C点沿水平方向移动时，吊钩F点作水平运动。传动部分和杆系通过回转机构安装在立柱上，可以使吊钩绕立柱回转360。平衡吊的水平运动和绕立柱的回转运动，用手在吊钩处轻轻推动即可获得，而升降运动可以通过操作按钮由电机来完成。1.2 平衡吊的平衡条件平衡吊的平衡是指：吊钩F点无论空载还是负载，运行到工作范围内的任何位置后都可以随意停下并保持静止不动，即达到随遇平衡状态。由图l可知A点的运动是由传动部分控制的，当在一定高度时，可以将A点看作一个固定铰链支座，C点的水平移动是引起F点水平运动的原因，如果吊钩F在任何位置(起重或空载)时，F点、C点、A点只有垂直方向的反力且合力为零，那么支座C点的水平受力为零，平衡就可以得到。为便于分析问题，假设杆系的自重及各铰链点之间的摩擦均忽略不计。根据静力学的原理，平面力系中某一杆件同时受三力作用，则三力必交于一点，叫做三力杆。某一杆件同时受二力作用且二力的作用点在两个端点，则二力必然大小相等方向相反，叫二力杆。故CB、CE为二力杆。其受力方向沿铰链连线。ABD、DEF为三力杆。三力平衡时，其力必汇交于一点。先分析DEF杆件。在F点吊起重物时，其方向垂直向下，CE杆通过铰链E压给DEF杆的作用力的方向为沿CE连线方向，力与交于K点，则第三个力，即ABD杆通过铰链D作用于DEF杆的力，必通过D点交于K点方向可由力三角形得出，如图2所示。图 2其次再分析ABD杆件，根据作用与反作用的道理，显然，杆件DEF通过铰链D给杆ABD以反作用，方向如图3所示。二力杆BC通过铰链B给杆ABD的作用力沿BC方向，力与力交于J点，则第三个力即固定铰链A对ABD杆的支反力必然通过J点，其方向由力三角形提出，如图3所示。图 3如前所述，平衡吊要达到平衡，支反力必须为铅垂方向的力。现在将这两个构件的受力分析综合到一起来研究。如图4所示，由于在力多边形中，力与力同为铅垂方向，力与力的水平投影是等长的，即力与的水平分力大小相等方向相反，处于平衡状态，故C点无水平分力。图 4在什么条件下才能保证支反力保持铅垂方向，根据上述受力分析，只有当机构在任意一个位置下，都能做到：过F点做一条铅垂线FK与EC杆的延长线相交于K 点，再连接K、D两点并延长与BC杆的延长线相交于J点，而J点正好过A点所作的铅垂线上，才能使支反力保持铅垂方向。要做到这一点，满足机构的几何条件为：假设： ABD = H，AB = h，BD = H1 DEF = L， DE = l， EF = L1则 ： 或者 ： 即 ： 为放大系数这就是说，只要杆系各杆件满足上述关系式，机构即可在任意位置达到平衡。同时，从图5中还可以看到另一个重要现象，即A，C，F三点共线。证明如下：FEBC ECAB 又FEC = CBA FEC CBA得到 ：FCCA因为C点为FC和CA的共同点，所以FC与CA必须在同一直线上，即F，C，A三点共线。2 平衡吊的运动分析2 平衡吊的运动分析下面针对当A点升降和C点移动时，作钓钩F的运动分析。1. 当A点不动时，F点的运动规律如图5，过C点作一条水平线MN， A点与F点在此水平线上的投影分别为M 、N 两点。假设此时C点平移至C点，F点平移至F点。同样F、C、A三点共线。F点在MN 线上的投影为N点。C点未移动时 ：FEC CBAFNC AMCFN = （）AM.（1）C点移动后：FEC CBAFNC AMCFN = （）AM.（2）由（1）、（2）式得出 ：FN= FN即证明C点水平移动时，F点在水平方向上作水平移动。AFF ACCFF=CC即F点的水平移动速度为C点的倍，如果C点作匀速运动，F点也作匀速运动。2. 当电机带动A点运动时，F点的运动规律此时将C点看作一个固定铰链支座，见图6。图 6当A 点移至A点时，A、C、F 三点共线（道理同上）。过C点作水平线NM，FNNMFEC CBA.（3）同理：FNC AMC.（4）由上述可以得到：CNF CMANFMA故知F点在垂直方向上运动，其大小可由 CNF CMA得到： .（5）即F点的垂直移动速度为A点的倍，如果A点作匀速运动，F点也作匀速运动。3 平衡吊的结构尺寸设计3 平衡吊的结构尺寸设计3.1 工作条件的确定额定起重量250kg，升降速度15m/min，最大回转半径2.5m, 最小回转半径0.8m，起吊高度2m。额定起吊重量： G 250Kg最大回转半径： Rmax 2500最小回转半径： Rmin 800 mm水平变幅： b 1700最大起吊高度： h 2000提升速度： v 15 m/min3.2 滚道C和丝杠螺母A的位置尺寸的确定根据平衡吊的力学平衡原理分析已知：A、C、F三点共线。且有这样的关系，。（处取=10）即有： 1. 当A点固定不动时，滚轮C的水平移动使重物G在水平方向移动，且重物的移动距离与滚轮C的移动距离呈倍的关系。由水平变幅为1700可以得出滚道的理论长度为170。2. 当C点固定不动时，丝杠螺母A的竖直方向的移动使重物G上升或下降。同样有重物移动的距离是A的移动距离的（）倍。由竖直变幅为2000可以得出丝杠螺母的移动距离为222。3.2.1 丝杠螺母A的上下极限位置的确定以A、C、F点作为研究对象。如图7所示，设滚轮C固定不动，F点随丝杠螺母A的移动而移动。F、F、A、A、分别为上下极限位置。图中过C点作水平线交FF于P点，交AA于Q点，交立柱中心线于O点。则FF= S =2000，AA= 222FFC AACFCAC = （）1 = 91令： FP = 700， PF = 1300得： AQ = 140， QA= 72即以滚轮 C 所在平面为基准时，丝杠螺母能到的极限位置为上140，下72。图 73.2.2 滚轮C的左右极限位置的确定由于C点的左右移动只引起钓钩F点的水平移动，而已知平衡吊的水平变幅为1700，所以如图8所示，设丝杠螺母A固定不动，F、F、C、C分别为左右极限位置，图中过C点作水平线，过A点作竖直线，二者交于P点。过FF作水平线交立柱中心线于O点交AP延长线于Q点。则有： FF= 1700，FO= 2500，CC= 170ACP AFQ即： FQ =CP（6）又由图可知：FF= FOFO=2500800=1700OQ = OP = OCCP设CP = X，则有： FOOCX = X 800OCX = X 800OC= 9 X令：OC= 100，则有：X =100 ，CO = 70即是以柱中线为基准时，滚轮C能到的理论极限位置为左70，右100，丝杠螺母与立柱中心的水平距离为200。图 83.3 初定各杆长度各杆长度必须满足能够使F点到达最高，最低，最左，最右四种极限位置。又由平衡吊的原理可以知道FDA随着ACF长度的增大而增大，且有关系：即ACF直线随AC长度的变化而变化，当AC最大时FDA最大。由3.2中确定的尺寸可知当A在最高点，C在最左边时AC取得最大值：ACmax =304所以ACF的最大值为：ACFmax =10 ACmax =3040由三角形原理有：三角形的任意两边之和必须大于第三边。H + L ACFmax令： H = L 则： H = L 在杆满足长度条件的同时为了保证不能因FDA太大而导致杆件受力太大，取杆长H = L =1700。此时：FDAmax = 2arcsin = 2arcsin 126.8综上，初定杆长为：H = L =1700，h= l =170H1 = L 1=15303.4 不计自重时，各杆截面尺寸的设计3.4.1 FED杆截面尺寸的设计如图2所示，杆FED受到吊重，CE杆的支撑力和ABD杆的拉力的共同作用，由受力图易知杆的弯矩图如下：图 9 FED杆的弯矩图由弯矩图可以看出，最大弯矩出现在E截面，且有 M = = GsinKFE（7）当KFE = 90时，M = Mmax = G=2450N1.53m = 3748.5Nm即当FED杆处于水平位置时，受到的弯矩最大，最大值出现在E截面处，E截面为危险截面。横力弯曲时，弯矩随截面位置变化，一般情况下，最大正应力max发生在弯矩最大的截面上，并且离中性轴最远处。公式为：max =（8）式中： Mmax 杆所受到的最大弯矩。 Ymax 截面上距中性轴最远距离。 IZ 截面对Z轴的惯性距。设杆件的截面尺寸为“工”字型，相关尺寸如图10所示：则截面对Z轴的惯性距为：IZ = =代入最大正应力公式中有：max = = 133.410 Pa= 133.4 MPa最大弯曲正应力求出后，就要校核杆件的强度。弯曲强度条件为：max 式中为杆件材料的弯曲许用应力。杆件所用材料为45碳素结构钢，是塑性材料，对于塑性材料来说：= .（9）式中n为安全系数。选择安全系数应考虑的一般因素为：构件破坏可能导致的伤亡事故，构件破坏可能造成的停产损失和修理费用；材料强度的分散性和不确定性，载荷的不确定性，如使用过程中有超载、动载或冲击载荷的可能性等等。安全系数的选取经验一般如下：1. 对于可靠性很强的材料（如常用的中低强度高韧性结构钢，强度分散性小）载荷恒定。设计时以减低结构重量为重要出发点时，取n =1.251.52. 对于常用的塑性材料，在稳定的环境和载荷下的构件，取n =1.523. 对于一般质量的材料，在通常的环境和能够确定的载荷下工作的构件，取n =22.5在此处取n = 2。查表有45的屈服极限在刚才厚度小于等于16时为s =355MPa。则该杆件的许用应力为：= = = 177.5 MPa对于碳钢来说，其材料的抗拉强度和抗压强度是相等的，只要绝对值最大的正应力不超过许用应力就可以了。FED杆的截面尺寸是对称的，则危险截面上的最大拉应力和最大压应力的大小是相等的，均为max =133.4 MPa，有：max即，杆件安全，截面尺寸符合要求。3.4.2 ABD杆截面尺寸的设计如图11所示，在任意位置，令杆FED与竖直方向的夹角EFK= ，杆FED与KD连线方向的夹角KDE= ，杆ABD与KD连线方向的夹角ADJ= 。图 11杆FED两端所受力分别对E点取距有： sin = sin由上已经知道= 9，则有：9 sin= sin（10）而在力的三角形中可知，与的方向相同，与的夹角为，与的夹角为，与的夹角为。又在同一个三角形中有： sin= sin.（11）联立（10）、（11）式有：9 sin = sin即： 9 = 这表明重物在任意位置时，A点受到的竖直向下的力不变，恒为吊重的9倍。由杆的受力可知杆的弯矩图如下：图 12 ABD杆的弯矩图由弯矩图可以看出，最大弯矩出现在B截面，且有：Mmax = 9 =9 GsinDAJ（12）Mmax 随杆与竖直方向的夹角DAJ的增大而增大，当DAJ = 90时Mmax 取得最大值。下面来讨论DAJ能否达到90。易知：当A点固定时，C由右向左，DAJ逐渐增大。 当C点固定时，A由下向上，DAJ逐渐增大。即当C在最左端，A在最上端时，DAJ取得最大值。如图13所示，图中C在最左端，A在最上端。取BC杆和ABD杆的AB段为研究对象。分别过B、A点作垂线交水平线CQ于P、Q点。过B点作水平线交QA延长线于M点。由以上确定的尺寸知：AB = BC = 170，AQ = 140，CQ = 270图 13图中 CA=304而 AB = BC = 170，则： cosBCA = 0.89则： BCA = arccos0.89 27 又有： ACQ = arctan 27.4所以：BCQ = BCA + ACQ = 27+27.4=54.4在BCP中，有： BP = BCsinBCQ = 170sin54.4138且有： BP = QM QM = AQ + AM则： AM = BPAQ = 140138= 2所以：BAM = arccos89.30图中所说的BAM就是DAJ，这就说明DAJ最大时达不到90，即当C在最左端，A在最上端时，Mmax 取得最大值。最大值为：Mmax = 9 =9 GsinDAJ =92450Nsin89.3170 3748.2Nm若杆ABD同杆FED取同样的截面，有：IZ =max = = = 133.4MPa有： max即是强度条件满足，杆件安全，截面尺寸符合要求。3.4.3 EC杆和BC杆截面尺寸的设计在平衡吊的四杆机构中，EC杆和BC杆是两个二力杆，受到的都是沿轴线方向的压力，没有受到弯、扭作用。所以此两杆的压缩强度为：= .（13）取两杆截面为圆截面，截面半径为30。如图14所示：截面积为： A = R = 3.14（30） = 2826由强度条件可知，当： F A时，杆件就满足条件。代入数值有： F A = 177.5MPa2826 = 501615N502KN即当EC杆和BC杆受到的轴向力小于502 KN时，杆件满足强度条件，安全，截面尺寸符合要求。而由杆件的受力分析可知，EC杆和BC杆受到的最大轴向力绝对不会超过502KN，所以，取杆件截面为半径为30的圆，符合条件。4 杆件自重对平衡的影响及其平衡方法4 杆件自重对平衡的影响及其平衡办法在平衡吊的平衡及运动分析时，都是假设杆系的自重及各个铰链点的摩擦均忽略不计，得到的平衡条件。但是实际上自重及摩擦力均是存在的。摩擦力对平衡是不起破坏作用的，而自重则不然，除杆系在一特定的位置外，各杆件的自重都将在C点产生破坏平衡的影响引起杆系滑动。这里将由于各杆件自重的影响在C点引起不平衡的水平分力定义为失衡力。4.1 各杆件自重在C点处引起的失衡力的大小当F点作用负荷且满足的条件下，平衡吊的失衡力只可能由自重引起，此时，将C点作为固定铰链支座来对其进行受力分析，求出由于各杆件自重影响所产生的失衡力，根据叠加原理，可以求出它们的合力，即总的失衡力为： = .（14）现在根据静力学原理分别就各杆件自重对失衡的影响进行分析：假设DEF杆的自重为，如图15所示，其余杆件自重忽略不计，BC，CE杆为二力杆： + = 0 + = 0DEF、ABD为三力杆，画出其力的三角形如图示，对D结点分析受力有： + = 0对C结点分析受力，显然 FX 0，则，在X轴上的投影，的矢量之和即为由在C点引起的失衡力，其表达式为： = + （15）图 15 假设ABD杆的自重为，如图16所示，其余各杆的自重忽略不计，则DEF杆和CE杆为“0”杆（内力为0），BC杆为二力杆： + = 0ABD为三力杆，画出其力的三角形如图示，对结点C分析受力有，显然 FX 0，则由在C点引起的失衡力为在X轴上的投影。其表达式为： = （16）图 16 假设CE杆的自重为，如图17所示，其余各杆的自重忽略不计，则BC杆，DEF杆的DE部分为二力杆： + = 0 + = 0ABD杆为三力杆，受，平行力系的作用，MA= 0，可以得出： + = 0CE杆为三力杆，画出其力的三角形如图示，图中为铰链C给CE杆的作用力。对C结点分析受力，显然 FX 0，则，在X轴上的投影和的矢量之和即为由在C点引起的失衡力。其表达式为： = + （17）图 17图 18 假设BC杆的自重为，如图18所示，其余杆自重忽略不计，则DEF杆和CE杆为“0”杆。ABD杆的AB部分为二力杆： + = 0BC杆为三力杆，画出其力的三角形如图示，图中为铰链C给BC杆的作用力。对C结点分析受力，显然 FX 0，那么由在C点引起的失衡力为在X轴上的投影。其表达式为： = .（18）综合（15），（16），（17），（18）式，总的失衡力为： = + + + .（19）4.2 消除各杆自重引起的失衡措施上述分析看出由自重引起的失衡力是存在的。因此必须采取有效的措施来消除由于自重引起的失衡力。假设在ABD杆的适当延长部分Lp上加一重量Gp（配重）以平衡杆系自重，则由杆系的失衡就可以消除，如图19所示。图 194.3 估算各杆质量，计算配重4.3.1 各杆质量的估算在本平衡吊的设计中，选择的杆件材料为45号钢。45号钢的密度为7.85g/cm设杆DEF、ABD、EC、BC的质量分别为：m1、m2、m3、m4。由以上杆的尺寸设计中知杆DEF和杆ABD的截面积和杆长均相同，为：L = H =1700，A = 100402 + 5060 = 1110则杆DEF和杆ABD的质量为：m1 = m2 = LA = 170011107.85 g/cm = 187107.85 g/cm= 146795 g146.8由于是估算质量，杆件两端还要进行加工以便安装，在这里为计算简便，取该两杆的质量为：m1 = m2 = 140杆EC和杆BC的截面积相同，为半径是30的圆，则该两杆的截面积为：A = R= 3.14（30）= 2826又EC杆和BC杆的长度分别为：H = 1530，l = 170则有：m3 = HA= 153028267.85 g/cm = 43237807.85 g/cm = 33942 g 33.9 m4 = lA= 17028267.85 g/cm = 4804207.85 g/cm = 3771g 3.77同样，杆EC和杆BC由于安装的需要，杆的两端最后还需要加工，且安装时还加入了轴和轴承的重量，所以在这里，取两杆的质量分别为：m3 = 30，m4 = 34.3.2 用质量代换法计算配重以上已经提出，消除自重引起的失衡的措施是在，ABD杆的适当延长部分Lp上加一重量Gp。在计算Gp时可以用质量代换法先将杆系的重量全部等效到ABD杆上，然后再根据ABD杆的力矩平衡来确定Gp。在对杆件进行质量代换时，应当使代换后各代换质量所产生的惯性力及惯性力偶矩与该杆件实际产生的惯性力及惯性力偶矩相等。为此，质量代换必须满足以下三个条件：1.代换前后杆件的质量不变。2.代换前后杆件的质心位置不变。3.代换前后杆件对质心的转动惯量不变。但当这三个条件同时满足时，质量代换点中的一个确定了，另一个质量代换点也就随之确定，也就是说两个代换点不能同时随意选择，这就给计算带来了大大的不便。为方便起见，对于精度要求不是非常高的情况下的质量代换计算，可以只满足前两个条件，这样，两个质量代换点就可以任意选取。即通常所说的静代换法。在此处我们就可以用静代换法来对杆系中各杆的质量进行代换。如图19所示，l、l、l、l分别为杆DEF、ABD、EC、BC的质心位置。下用静代换法将各杆的质量都等效到ABD杆上，如下：1.将分配到B、C两点上： 2.将分配到E、C点上： 3.将分配到D、F点上： 4.将分配到D、F点上： 则： = + = = + = 这样就将，都分配在D、F、B、C上了，E点不受力。在4.1的分析中，已经知道作用在F、C、A点的垂直载荷对失衡是没有影响的，因此只对ABD杆进行受力分析：M= 0即： Gh + Gl+ GH = GLp.（20）由以上求得：=14.7N =686N =147N =132.3N =132.3N + 686N =818.3N又已知：h = 170，l= 850，H = 1700代入（20）式有： GLp = 14.7N170+1372N850+818.3N1700 2.5610N取Lp = 700，则：G=3657N至此，将ABD杆从A点延长至700处，加一重为3657 N的配重，就可以将平衡吊杆系自重引起的失衡问题完全解决了。295 平衡吊传动部分的设计5 平衡吊传动部分的设计前面已经讲了平衡吊的工作原理了，平衡吊的运动是由滚轮C的水平运动和死杠螺母的垂直运动来控制的。而滚轮C的水平运动是由工人手动推拉吊重G来实现的；丝杠螺母的垂直运动是通过电机带动丝杠转动，从而使丝杠螺母做垂直运动的。由于还考虑到电机的转速一般不会很低，而平衡吊提升重物时的速度不能过高，所以在传动机构中还需要用到减速器。则可以设计平衡吊的传动部分如图20所示，由电机，减速器，联轴器和滚珠丝杠副组成。 图 20 平衡吊传动部分5.1丝杆丝母传动参数选择及计算 1.传动机构的选择及参数，起重时丝母所受推力F由=22050N丝母选材ZnSn10-1丝母结构为整体式与蜗轮为一体，其中选择参数为2（1） 螺杆由d247取d2=50，d=55， 材料45（2） 螺母 螺母为整体式，材料为ZnSn10-1 螺母高H=100 旋和圈数n= 螺纹的工作高度 工作比p= 自索性验算 f=0.14=4.68 自锁成立2螺杆强度推算 公式其中A=15.9T=Gtan(A+)=22050162660代A公式得=19.8所以强度足够3螺纹牙的的强度计算=2.16 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，因此只需校核螺母纹牙的强度。5.2 电动机的选择由于平衡吊带负载作的是在垂直方向的直线运动，所以查机械设计手册有负载功率计算公式为：P=.（26）式中： P负载功率（KW） F 作用力，即所吊物重（N） V 重物上升速度（m/s） 传动效率确定已知条件为：F = G = 2509.8N/ = 2450N V= 15 m/min = 0.25m/s，= 50%将已知条件代如上式有：P=1.225KW对于负载功率P恒定不变的生产机械，选择电动机时，只需要按设计手册中的计算公式算出负载所需功率，再选一台额定功率为P，使：PP的电动机即可。查机械设计手册可初定电动机的额定功率为：P=1.5KW因为连续工作制电机的启动转矩和最大转矩均大于额定转矩，故一般不必校验启动能力和过载能力。定转速，即GDn，所以欲使生产机械的生产效率最高，则应根据最小GDn的数值来选择电动机的额定转速。4.选择电动机型号综合以上条件，且考虑到减速器的传动比不能太大，查机械设计手册初选电动机的额定转速为1400 r/min。电动机型号为：Y90L45.3 减速器的选择由于在这个传动过程中，电机的转速为1400 r/min，而初定的滚珠丝杠的转速为100 r/min，所以传动比为：i =14此传动比比较大，若选用普通的圆柱齿轮减速器，则会使减速器的体积和重量都比较大，不适合安装在平衡吊上，在此处我们选用一种新型的减速器，摆线针轮减速器。摆线针轮减速器是一种采用摆线针齿啮合行星传动原理的减速机构。其主要特点是传动比大，一级减速时传动比范围是1187，两级减速时的传动比范围是20128；由于在传动过程中为多齿啮合，所以对过载和冲击有较强的承受能力，传动平稳、可靠；由于采用了行星摆线传动机构，所以其结构紧凑、体积小、重量轻，在功率相同的条件下，体积和重量是其它类型减速器的一半；由于摆线齿轮、针齿销、针齿套、销轴和销套都是由轴承钢制造，工作中又是滚动摩擦，因此大大加强了各零件的机械性能并保证使用寿命，提高了传动效率。首先根据传动比确定减速器的级数，再根据计算输入功率或计算输出转矩选减速器型号，必要时需要进行瞬时尖峰载荷的校核计算。1.根据传动比确定级数前面已经算出传动比为：i = 14查表可知，选用一级减速器，传动比为：i = 16则可算出滚珠丝杠的实际转速为：n =87.5 r/min2.求计算输入功率P：P= K P（27）式中： P实际输入功率（KW）K工作情况系数，可查手册。表 6 工作情况系数K原动机电动机、气轮机46缸活塞发动机13缸活塞发动机工作小时（h）331010331010331010轻微冲击0.81.01.21.01.21.351.21.31.4中等冲击1.01.21.351.21.351.51.41.51.6强冲击1.351.51.61.51.61.71.61.71.8查表6可知，工作情况系数K=1.0，而实际输入功率即为电机输出功率，P=1.5KW代入上式有计算输入功率P为：P= K P=1.01.5KW=1.5 KW3.选择减速器机型号根据一级减速器减速比和计算输入功率P查机械设计师手册，选用额定输入功率P=1.5KW，机型号为2的减速器。结论：所选择的摆线针轮减速器代号为ZL1.52A16 5.4 联轴器的选择1.联轴器的转矩联轴器的主参数是公称转矩T，选用时各转矩间应符合以下关系：T T T T TT（28）式中： T 理论转矩（Nm） T 计算转矩（Nm）T 公称转矩（Nm）T 许用转矩（Nm）T 许用最大转矩（Nm）T 最大转矩（Nm）2.联轴器的理论转矩计算联轴器的理论转矩是由功率和工作转速计算而得的，即：T=9550.（29）式中： P驱动功率（KW） n 工作转速（r/min）1.类型的选择为了隔离振动与冲击，选用刚性凸缘联轴器。2. 载荷计算公称转矩=9550=10.2N/mm由表14-1查得，由公式计算转矩为3. 型号选择从国标GB 4323-84中查得GYS1型凸缘联轴器的许用转矩为25N.m,许用最大转矩为12000r/min,轴径为12-14mm之间，故合用。356 平衡吊回转机构的设计6 平衡吊回转机构的设计平衡吊不光是在垂直方向的运动和水平方向的运动，还有在空间内的绕立柱的旋转运动。该旋转运动也是靠工人手推动完成的。其功能是由在立柱和四连杆机构之间的回转机构来完成的。那么该回转机构所承受的力就应该是回转机构上面的四连杆机构以及所提升重物的重力，有可能还受水平方向的横向分力。而在第4章平衡吊杆件自重对平衡吊的平衡的影响以及消除该影响的措施中已经分析了，各杆件的自重在滚轮C点处有水平分力，该分力会影响平衡吊的平衡，为了消除这些水平分力的影响，在杆ABD的反向延长线上加了一个配重。也就是说在加了配重以后，滚轮C点处只受垂直方向的力，没有水平方向的力。那么回转机构也就只受垂直方向的力了。下面来分析一下回转机构的具体结构：由于只受垂直方向的力，且要在水平360范围内做任意的旋转运动，所以回转机构中应该应用到滚动轴承。6.1滚动轴承的类型的选择 按滚动轴承承受载荷的作用方向，常用轴承可以分成三类，即径向接触轴承、向心角接触轴承和轴向接触轴承。1.径向接触轴承主要用于承受径向载荷。由于已经分析了平衡吊的回转机构只受垂直方向的力，所以我们在这里先不考虑承载径向载荷的情况。2.向心角接触轴承能同时承受径向载荷和较大的轴向载荷。这类轴承有：角接触球轴承和圆锥滚子轴承。角接触球轴承能同时承受径向载荷与单向轴向载荷，也能承受纯轴向载荷，但不宜用来承受纯径向载荷。轴承接触角有15、25、和40三种。接触角越大承受轴向载荷的能力越强。通常轴承应成对使用，反向安装在同有支点或两个支点上，但轴向载荷较大时也可采用同向排列在同一支点上。允许内、外圈轴线偏转角为210。适用于要求旋转精度与转速较高的场合。圆锥滚子轴承的滚动体是截锥形滚子，内、外圈滚道都有锥度，属于分离型轴承。这类轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，但一般不用来承受纯径向载荷。轴承应成对使用、反向安装在同一支点或两个支点上。内、外圈轴线偏转角小于等于2。适用于轴的刚性较大、二轴孔同轴度好的场合。3.轴向接触轴承只能承受轴向载荷。推力球轴承一种仅能承受单向轴向载荷的推力球轴承。轴承的两个套圈的内孔直径不同，直径较小的套圈紧配在轴颈上，称为轴圈；直径较大的套圈安放在机座上，称为座圈。由于套圈上滚道深度浅，当转速较高时，滚动体的离心力大，轴承对滚动体的约束力不够，故允许的转速很低。另一种能承受双向轴向载荷，这种轴承在交变的轴向载荷作用下，其中一列处于无负载状态的滚动体要发生径向窜动而造成滑动，产生大的磨损，并影响旋转精度。因此在安装时，必须进行调整，使无负载状态的滚动体受有一定的轴向力，以保证滚动体与两面滚道接触，防止滚动体的径向窜动。推力圆柱滚子轴承只能承受单向轴向载荷，其承载能力比推力球轴承大，但轴承运转时，随着滚子表面圆周速度增加，滚子有偏离中心的趋势，并和滚道产生滑动摩擦，故允许的转速比球轴承低，轴承对轴线的歪斜很敏感。适用于低速重载且轴为垂直布置的场合。综上所述，该回转机构可采用角接触球轴承（接触角为=25）和推力球轴承。6.2角接触球轴承和推力球轴承的型号选择当量动载荷的计算：滚动轴承若同时承受径向和轴向的载荷，则需要将实际工作载荷转化为当量动载荷进行寿命计算。在当量动载荷P的作用下，轴承寿命与实际受载下轴承的寿命相同。当量动载荷的计算公式是：P = f（XF+YF）（31）式中： F径向载荷（N）F轴向载荷（N） X，Y径向系数和轴向系数 f 冲击载荷系数对于平衡吊来说其回转机构处所受径向力为0，所受轴向力为物重和A点处的反作用力以及各杆自重，即：F= 0， F=（250+140+140+30+3）9.8N/+3657N =9174.4N查表有径向系数和轴向系数分别为：X=0.41，Y=0.87由于是轻微冲击，所以查表有冲击载荷系数为：f=1.2将这些数据代入上式有角接触球轴承的当量动载荷为：P = f（XF+YF）=1.20.879174.4N 9578N计算滚动轴承基本额定寿命的公式是：L=（）（32）式中： L失效率10%的基本额定寿命（10r） C 基本额定动载荷（N） P 当量动载荷（N） 寿命指数，对球轴承=3，滚子轴承=10/3若轴承工作转速为n（r/min），以小时数为单位的基本额定寿命公式为：L=（）（33）若已知轴承的当量动载荷P和额定寿命L，可以按下式选择轴承的C值：CC=P.
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号